液压缸设计说明书

一、 设计要求要求液压系统完成的工作循环是：工件定位----工件夹紧----进给缸快进----进给缸工进----进给缸快退到原位----工件松开----拔定位销。工件的定位、夹紧都采用液压控制，运动部件的总重量为9800N，快进与快退速度均为6m/min，快进行程为100mm，工进速度为60--1000mm/min，X进行程为50mm，最大切削力为30468N，采用平面导轨，往复运动加、减速时间均为0.2s，夹紧力为152340N，采用两个夹紧缸，夹紧缸行程为20mm，夹紧时间为1s。二、 液压缸的主要设计计算1、负载与运动分析液压缸工况分析图（手绘）液压缸要承受的负载包括有效工作负载、摩擦阻力和惯性力等。液压缸的工作压力按负载确定。对于不同用途的液压设备，由于工作条件不同，采用的压力范围也不同。该设计是一钻床，负载由以下计算可知：Fl=30468N=F+F=Gf+ma=Fd=Fd+F.=Gfd+ma=GfF工=F+F=F+GfF进F进----快进时的压力f----静摩擦力F----F----静压力m——质量f——惯性力G----自重力V末2----快退时的末速度S----启动换向时间G=9800Ng=9.8m/s2f——惯性力G----自重力V末2----快退时的末速度S----启动换向时间G=9800Ng=9.8m/s2V末1----快进时的末速度S=0.2F切=G=9800NV出1-----快进时的初速度V出2----快退时的初速度a---加速度V末1=6m/min=0.1m/sV末2=6m.min=0.1m/sV出1=0m/min=0m/sV出2=0m/s=F+F=Gf+maf广0.2=Gfs+GXV末1V出1=2460Ngs+F=Gf+ma=Gf+°x 出^=1480Nd dgF+Gf=31448NFX>F进FX>F退由上可知：负载为31448N。查表1得p=4MPa。负载/KN<55~1010~2020~3030~50工作压力/MPa<0.8~11.5〜22.5〜33~44〜5表1按负载选择工作压力>50N5运动时间:快速上升100x10-3 s=1s快速上升0.1快速下降工进L—2u250工进L—2u250X10-3 s=62.5s0.8X10-3设液压缸的机械效率n=0.9,

cm得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表2所列。表2液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F0=F/久理启 动加 速F=FfsF=F+F1960148021781644快速下降工进fd iF=FfdF=F+F5003144855634942反向启动加速fd LF=FfsF=F+F1960148021781644快速上升fd iF=F500556fd（手绘）液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t和速度循环图u-t，如图1所示。2、确定液压缸内径和活塞杆直径液压缸的选材为Q235无缝钢管，活塞杆的选材为Q235。液压缸内径：根据总负载力F和工作压力p可计算出液压缸的内径D，即：F=Ap=p，则D=：坦=：—4*31448——*0.1m=100mm4 "兀p\3.14x4000000活塞直径：因为该钻床为快进快退式，所以其活塞杆直径应根据以下公式计算，即：D=3d所以d=D^'2=100/1.414*70.71mm '4F' 4x31448活塞杆直径d的强度校核：J—c=.、； *0.014mm<70.71兀In」\3.14x200x106式中：F----液压缸的负载力；&」____活塞杆材料许用应力，卜」=勃=4虹=200MPa[Q235的抗拉强度8b=375—460MPa，取400MPa]，n为安全系数n=2,即活塞杆的强度适合。根据国家标准(GB2348-80)查得液压缸内径及活塞杆直径的取值为D=100mm，d=70mm。3、缸桶壁厚8的确定一般情况下机械液压缸大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算8>?吕式中8-----液压缸壁厚 D-----液压缸内径Py-----试验压力，取最大工作压力的1.5倍(MPa)In]-----缸筒材料的许用应力则可计算出8-1.5x10-3m，取8b=10mm,所以液压缸外径D]=120mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：TOC\o"1-5"\h\z兀D2 兀A= =一x0.12m2=78.5x10-4m24 4A=—(D2-d2)=—x(0.12-0.072)m2=40x10-4m24 4综合考虑情况，选用单活塞杆式差动液压缸(A]=2A2)，快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压。参考表3选此背压为p2=0.8MPa。

表3执行元件背压力系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.2〜0.5回油路带调速阀的系统0.4~0.6回油路设置有背压阀的系统0.5〜1.5用补油泵的闭式回路0.8〜1.5回油路较复杂的工程机械1.2〜3回油路较短且直接回油可忽略不计根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表4所列。表4液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量qX10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动2178—5.7——p=F01A2AP1 A】-A2q=(A1-A「七P=pq加速1644P1+Ap4.3——恒速556P1+Ap1.50.390.59工进349420.84.456.280.27p=F01p2A21 A1q=AuP=pq快退启动2178—1.16——1p=F01p2A11 A2q=AuP=pq加速5560.81.55——恒速5560.51.550.320.51注：1.。为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Ap=0.5MPa。2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为月，无杆腔回油，压力为p2。三、选择液压系统选择基本回路选择调速回路由图2可知，这台机床液压系统功率较小，钻头运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比q/q=0.5/(0.84X10-2)=60；其相应的时间之比。+t)/t=(1+1.5)/56.8=0.044。这表明在一maxmin 13 2个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图3a所示。选择快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图3b所示。⑷选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大(u1/u2=0.1/(0.8X10-3)=125)，为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图3c所示。(5)选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。图3选择的基本回路组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图4所示。在图4中，为了解决钻头工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。考虑到这台机床用于钻孔(通孔与不通孔)加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。

图4整理后的液压系统原理图1----PV2R12-6/33型双联叶片泵4----调速阀81----PV2R12-6/33型双联叶片泵4----调速阀8、9----先导溢流阀12----油管5、6、10、13----单向阀 7----直动式减压阀11----过滤器14----压力继电器3、验证设计方案在设计中，通常采用计算机仿真或模拟实验的方法来验证所组成系统的合理性。采用模拟实验方法进行验证时，可根据拟定的液压系统原理图，在实验台上选择相应的元件，组装实验回路(基本回路或完整液压系统)，通过调节控制元件、观察实验现象、记录实验数据，来分析所设计方案的能否达到设计要求。四、计算和选择液压件确定液压泵的规格和电动机功率计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表4可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=4.45MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失N颂=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Me=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为 °p1>p1+EAp+△p=(4.45+0.6+0.5)MPa=5.55MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表4可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.16MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失£Ap=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为p>p+EAp=(1.16+0.3)MPa=1.19MPa计算液压泵的流量由表4可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.628X10-3m3/s，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为q>Kq=1.1x0.628x10-3m3/s=0.69x10-3m3/s=41.4L/min考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.84X10-5m3/s=0.5L/min，则小流量泵的流量最少应为3.5L/min。确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和33mL/r，当液压泵的转速％=940r/min时，其理论流量分别为5.6L/min和31L/min，若取液压泵容积效率nv=0.9，则液压泵的实际输出流量为q=q+q=(6x940x0.9/1000+33x940x0.9/1000)L/min=(5.1+27.9)L/min=33L/min由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率np=0.8,这时液压泵的驱动电动机功率为 P

ppqppqp1.73x106x33x10-3KW=1.19KW60x0.8x103根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L—6型电动机，其额定功率为1.5KW,额定转速为940r/min。确定其它元件及辅件(1)确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表5所列。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q—6B型，其最小稳定流量为0.03L/min，小于本系统工进时的流量0.5L/min。表5液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量q/L/min额定压力P/MPa额定压降△P/MPa1双联叶片泵—PV2R12-6/335.1/27.9*16n—2三位五通电液换向阀7035DY—100BY1006.30.33行程阀62.322C—100BH1006.30.34调速阀<1Q—6B66.3—5单向阀70I—100B1006.30.26单向阀29.3I—100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY—63B636.30.38背压阀<1B—10B106.3—9溢流阀5.1Y—10B106.3—10单向阀27.9I—100B1006.30.211滤油器36.6XU—80X200806.30.0212压力表开关—K—6B———13单向阀70I—100B1006.30.214压力继电器—PF—B8L—14—*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。(2)确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表6所列。

表6各工况实际运动速度、时间和流量快进工进_气(qp1+qp2) []=0.5L/minA-A86.5x(5.1+27.9)= L/min86.5-42.4=62.3L/min快退q=q.+q=(5.1快退q=q.+q=(5.1+27.9)L/min=33L/minAq21A42.4=62.3x L/min86.5142.40.5x L/min86.586.542.4=62.3x L/min86.5142.40.5x L/min86.586.5=33x L/min42.4=29.3L/min0.24L/min=70L/min(5.1+27.9)x10-3= m/s60x(86.5-42.4)x10-4=0.109m/s0.5x10-3= m/s60x86.5x10-4=0.88x10-3m/sA233x10-3m/s60x42.4x10-4=0.123m/s100x10-3

t= s1 0.109=0.92s50x10-32 0.88x10-3=56.8s150x10-3

13=i^rs=1.22s表7允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0.5〜1.5,一般取1以下压油管道3〜6，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5〜3由表6可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。4q.根据表6数值，按表7推荐的管道内允许速度取u=4m/s，由式d=注计算得与液压兀u缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：4q：4x62.3x10-3d=「 =、 x10-3mm=18.2mm\60x3.14x4

■4q：4x70x10-3d=¥=［， x10-3mm=19.3mm为统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。(3)确定油箱油箱的容量按式v=&qp估算，其中&为经验系数，低压系统，&=2〜4;中压系统，E=5〜7；高压系统，&=10〜12。现取&=10，得V=&q=10x(5.6+31)L=370L油箱壁厚度视油箱容量而定，建议100L容量的油箱取1.5mm，400L以下的取3mm，400L以上的取6mm。箱底厚度应大于箱壁，箱盖厚度应为箱壁的4倍。当液压泵、驱动电动机以及其他液压件都要装在油箱上时，箱盖要相应加厚。大容量的油箱要加焊角板、肋条，以增加刚性。五、验算液压系统性能1.验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为Z=2m，油液的运动粘度取v=1x10-4m2/s，油液的密度取p=0.9174x103kg/m3。(1)判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量q2=70L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数=7434x70x10-=74360xkx20x10-3x1x10-4也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数(2000)，故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。(2)计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数, 75 75兀dv人=—= R4qe和油液在管道内流速4qu= kd2

同时代入沿程压力损失计算公式Ap、=Xd号P，并将已知数据代入后，得△ 4x75pvZ4x75x0.9174x103x1x10-4x2 05478 108P1 2兀d4 q 2x3.14x(20x10-3)4 q' '可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失Ap,常按下式作经验计算Ap=0.1Ap各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算UnJ其中的Apn由产品样本查出，qn和q数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下： °.快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2,然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为SAp].SAp].=0.5478x108q=0.5478x108x62.3x10-360x10-6MPa=0.05688MPa=0.1x0.05688MPa=0.005688MPaSap =vi(Sap =vi(27.9)20.2x——I100J(33)2+0.3x——1100J+0.3xf]2I100JMPa=0.1647MPaSap=Sap+Sap+SSap=Sap+Sap+Sapi li Zi viSAp =vo0.3xf29.3)2+0.2x——l100J+0.3xf62.3)l100JMPa=0.1594MPaSAp=SAp+SAp+SAp=(0.02675+0.002675+0.1594)MPa=0.1888MPa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失=(0.05688+0.005688+0.1647)MPa=0.2273MPa在回油路上，压力损失分别为60SAp=0.5478x108q=0.5478x108x2”乂1。3乂顶-6MPa=0.02675MPa60loSapz=S0.1Api=0.1x0.02675MPa=0.002675MPa

v 44.7XAp=0.2273+0.1888x MPa=0.316MPa95.工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为Xapi=XaXapi=Xapvi0.3xf0U1100)+0.5MPa=0.5MPa此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为XAp=XApvoXAp=XApvo0.3x+0.6+0.3xf0.24+27.9)63MPa=0.66MPa该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa，可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。按表4的公式重新计算液压缸的工作压力为F0+p2■2 34942+0.66x106x40x10-4钏479MPp1 A 78.5x10-4x106 .1此略高于表4数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Ape=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为p1=p1+XAp.+A